JP3649004B2

JP3649004B2 - Shift control device for automatic transmission

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Publication number: JP3649004B2
Application number: JP31126698A
Authority: JP
Inventors: 幸一小島; 洋筒井; 正雄斉藤; 正明西田; 義久山本
Original assignee: Aisin AW Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd
Priority date: 1998-10-30
Filing date: 1998-10-30
Publication date: 2005-05-18
Anticipated expiration: 2018-10-30
Also published as: JP2000135938A; DE19951983A1; US6254508B1; DE19951983B4

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車に搭載される自動変速機の変速制御装置に係り、詳しくは変速段を変更するための油圧制御と共にエンジントルクの制御を行う変速制御に関し、特に変速中に他の変速段への指令が入る多重変速動作に適用した変速制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、変速中にエンジントルクを変更する変速制御装置であって、変速中に他の変速段への指令が入った場合の変速制御に係るものとして、特公平４−３１８９１号公報のものが案出されている。このものにあっては、第１の変速が終了する前に第２の変速指令が出された際、第１及び第２の変速ともエンジントルク制御は直ちに中止される。
【０００３】
例えば、図１１に示すように、アップシフト（例えば１→２変速）中にあっては、摩擦係合要素のつかみ換えによる変速の進行に伴い、トルク相にあっては入力軸回転数Ｎ_T が低速段ギヤ比のままで上昇し、そしてイナーシャ相に入ると、入力軸回転数は高速段ギヤ比に向って低下するが（一点鎖線参照）、この際エンジントルクＴ_E は、入力軸回転数の回転変化を検出してイナーシャ相になったことを判断すると、所定量（Ｔ_C ）ダウンするように制御される。そして、上記アップシフト変速中に、ダウンシフト（例えば２→１変速）指令が出されると、直ちに、上記エンジントルク制御が中止され、該エンジントルクは、本来のトルクＴ_E に戻すように指令される。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上述した変速制御装置にあっては、第２の変速（ダウンシフト）指令が入ると、第１の変速（アップシフト）操作にあっては係合側となっていた油圧が、直ちに、減少して該第２の変速（ダウンシフト）による回転変化（入力軸回転数の上昇）を発生するように油圧制御される。一方、上述したように第２の変速（ダウンシフト）指令により直ちにエンジントルク制御の中止指令も発せられるので、入力回転数は上昇傾向となる。該エンジントルクの急変動が生じる状況で、上記第２の変速（ダウンシフト）に伴う油圧制御を行う必要があるが、入力軸回転変化を目標値とする上記油圧のフィードバック制御の制御特性は悪く、図１１に点線で示すように、入力軸回転数Ｎ_T の上昇が急激でかつオーバシュートする傾向になってしまう。
【０００５】
そこで、本発明は、第２の変速（他方の変速）が実際に開始された状態で、エンジンのトルク制御を変更することにより、上述した課題を解決した自動変速機の変速制御装置を提供することを目的とするものである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る本発明は（図１ないし図７参照）、エンジン出力軸（１３）からの動力が入力される入力軸（３）と、車輪に連結される出力軸（６）と、これら入力軸と出力軸との間で動力伝達経路を変更する複数の摩擦係合要素（Ｃ１〜Ｃ３，Ｂ１〜Ｂ５）と、これら摩擦係合要素を断・接作動する油圧サーボ（２９，３０）と、これら油圧サーボの油圧を制御する油圧制御手段（２７，ＳＬＳ，ＳＬＵ）と、エンジンの出力トルクを制御するエンジン制御手段（２８）と、車輌走行状況に基づく各センサ（２２〜２６）からの信号を入力して、前記油圧制御手段及びエンジン制御手段に出力する制御部（２１）と、を備えてなる自動変速機の変速制御装置において、
前記制御部（２１）は、アップシフト（例えば２→３）変速中にダウンシフト（例えば３→２）変速が指令されたことを判断する多重変速判断手段（２１ａ）と、
該多重変速の判断に基づき、前記油圧制御手段（２７）に、前記アップシフト変速を実行するための油圧指令から前記ダウンシフト変速を実行するための油圧指令に切換えて出力する油圧指令手段（２１ｂ）と、
該油圧指令に基づく油圧制御手段による油圧制御により、前記入力軸の回転数（Ｎ _Ｔ）変化（ω）の方向が変ったことを検出することに基づき、前記アップシフト変速からダウンシフト変速に変速状況が変化したことを検出して、前記ダウンシフト変速が実際に開始したことを判断する変速開始判断手段（２１ｃ）と、
該変速開始判断に基づき、前記エンジン制御手段によるトルクダウン出力の変更を指令するエンジントルク変更手段（２１ｄ）と、を備え、
前記エンジン制御手段（２８）は、アップシフト時において、係合側となる前記摩擦係合要素（Ｂ４）用油圧サーボへの油圧が上昇して該摩擦係合要素のトルク容量が増加する際、エンジントルク（Ｔ_E）が所定量低下（ＴＣＵ）するように制御してなり、
前記エンジントルク変更手段（２１ｃ）は、前記変速開始判断に基づき、前記エンジントルクの所定量低下（ＴＣＵ）の中止を指令することを特徴とする、
自動変速機の変速制御装置にある。
請求項２に係る本発明は（図１ないし図４及び図８ないし図１０参照）、エンジン出力軸（１３）からの動力が入力される入力軸（３）と、車輪に連結される出力軸（６）と、これら入力軸と出力軸との間で動力伝達経路を変更する複数の摩擦係合要素（Ｃ１〜Ｃ３，Ｂ１〜Ｂ５）と、これら摩擦係合要素を断・接作動する油圧サーボ（２９，３０）と、これら油圧サーボの油圧を制御する油圧制御手段（２７，ＳＬＳ，ＳＬＵ）と、エンジンの出力トルクを制御するエンジン制御手段（２８）と、車輌走行状況に基づく各センサ（２２〜２６）からの信号を入力して、前記油圧制御手段及びエンジン制御手段に出力する制御部（２１）と、を備えてなる自動変速機の変速制御装置において、
前記制御部（２１）は、ダウンシフト（例えば３→２）変速中にアップシフト（例えば２→３）変速が指令されたことを判断する多重変速判断手段（２１ａ）と、
該多重変速の判断に基づき、前記油圧制御手段（２７）に、前記ダウンシフト変速を実行するための油圧指令から前記アップシフト変速を実行するための油圧指令に切換えて出力する油圧指令手段（２１ｂ）と、
該油圧指令に基づく油圧制御手段による油圧制御により、前記入力軸の回転数（Ｎ _Ｔ）変化（ω）の方向が変ったことを検出することに基づき、前記ダウンシフト変速からアップシフト変速に変速状況が変化したことを検出して、前記アップシフト変速が実際に開始したことを判断する変速開始判断手段（２１ｃ）と、
該変速開始判断に基づき、前記エンジン制御手段によるトルクダウン出力の変更を指令するエンジントルク変更手段（２１ｄ）と、を備え、
前記エンジン制御手段（２８）は、アップシフト時において、係合側となる前記摩擦係合要素（Ｂ４）用油圧サーボへの油圧が上昇して該摩擦係合要素のトルク容量が増加する際、エンジントルク（Ｔ_E）が所定量低下（ＴＣＵ）するように制御してなり、
前記エンジントルク変更手段（２１ｄ）は、前記変速開始判断に基づき、前記エンジントルクの所定量低下（ＴＣＤ）の開始を指令することを特徴とする、
自動変速機の変速制御装置にある。
【００１１】
請求項３に係る本発明は（図６，図７，図９，図１０参照）、前記エンジン制御手段は、前記エンジントルクの所定量低下（ＴＣＵ）が中止又は終了した後、所定勾配（δＴＣＵ）で本来のエンジントルクまで徐々に上昇してなる、
請求項１又は２記載の自動変速機の変速制御装置にある。
【００１２】
［作用］
以上構成に基づき、一方の摩擦係合要素（例えばＢ５又はＢ４）用油圧サーボの油圧を上昇すると共に、他方の摩擦係合要素（例えばＢ４又はＢ５）用油圧サーボの油圧を低下して、アップシフト又はダウンシフトのいずれか一方の変速を行う。例えば、アップシフトにあっては、上記一方の摩擦係合要素のトルク容量が増加して、入力軸回転数の回転変化が生じる際（イナーシャ相）、エンジン制御手段（２８）は所定トルク量（ＴＣＵ）ダウンするように制御する。
【００１３】
上記一方の変速中に他方の変速が指令されると、油圧指令手段（２１ｂ）は、直ちに、一方の変速を中止して他方の変速となるように、上記一方の摩擦係合要素用油圧を低下すると共に上記他方の摩擦係合要素用油圧を上昇する。そして、該他方の変速の油圧指令に基づき、例えば入力軸回転数（Ｎ_T ）の回転変化等の変速状況が、一方の変速から他方の変速に変化して、該実際の変速状況が変化したことを検出することにより変速開始を判断する。
【００１４】
該変速開始判断に基づき、例えばアップシフトからダウンシフトになった場合、上記アップシフト時のトルクダウン（ＴＣＵ）制御を中止して所定勾配（δＴＣＵ）にて復帰し、またダウンシフトからアップシフトになった場合、上記アップシフト時のトルクダウン（ＴＣＵ）制御が開始するように、トルクダウン出力が変更される。これにより、例えば図１１の実線に示すように、油圧による制御により実際の変速が開始した後に、エンジンのトルクダウン制御が復帰するので、入力軸回転数Ｎ_T は滑らかにかつオーバシュートを生じることなく上昇する。
【００１５】
なお、上記カッコ内の符号は、図面対照符号であるが、これにより特許請求の範囲の構成に何等影響を与えるものではない。
【００１６】
【発明の効果】
請求項１に係る本発明によると、アップシフトからダウンシフトへの切換え時におけるトルクダウン制御の中止を、実際の変速が開始した状態で行うので、変速進行（入力軸回転数）の急激な変化を防止して滑らかな変速を行うことができる。
請求項２に係る本発明によると、ダウンシフトからアップシフトへの切換え時におけるトルクダウン制御を実際の変速が開始した状態で行うので、係合側摩擦係合要素の締結力を減少して、滑らかで素速い変速を行うことができる。
そして、請求項１又は２に係る本発明によると、アップシフト時にエンジントルクが所定量低下するものに適用するので、係合側摩擦係合要素用油圧を下げて滑らかな半クラッチ状態による変速作動を、アップシフト及びダウンシフトの切換え時にも保持することができる。
【００１７】
更に、請求項１又は２に係る本発明によると、入力軸の回転数変化が、一方の変速方向から他方の変速方向に変ったことにより変速開始を判断するので、実際の変速開始を容易かつ確実に判断することができる。
【００２１】
請求項３に係る本発明によると、トルクダウン制御の中止又は終了後、徐々にトルクを復帰するので、急激なトルク変動の発生を更に確実に抑えて、滑らかな変速を行うことができる。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下、図面に沿って、本発明の実施の形態について説明する。
【００２３】
５速自動変速機１は、図２に示すように、トルクコンバータ４、３速主変速機構２、３速副変速機構５及びディファレンシャル８を備えており、かつこれら各部は互に接合して一体に構成されるケースに収納されている。そして、トルクコンバータ４は、ロックアップクラッチ４ａを備えており、エンジンクランクシャフト１３から、トルクコンバータ内の油流を介して又はロックアップクラッチによる機械的接続を介して主変速機構２の入力軸３に入力する。そして、一体ケースにはクランクシャフトと整列して配置されている第１軸３（具体的には入力軸）及び該第１軸３と平行に第２軸６（カウンタ紬）及び第３軸（左右車軸）１４ａ，１４ｂが回転自在に支持されており、また該ケースの外側にバルブボディが配設されている。
【００２４】
主変速機構２は、シンプルプラネタリギヤ７とダブルピニオンプラネタリギヤ９からなるプラネタリギヤユニット１５を有しており、シンプルプラネタリギヤ７はサンギヤＳｌ、リングギヤＲｌ、及びこれらギヤに噛合するピニオンＰｌを支持したキャリヤＣＲからなり、またダブルピニオンプラネタリタリギヤ９は上記サンギヤＳｌと異なる歯数からなるサンギヤＳ２、リングギヤＲ２、並びにサンギヤＳ２に噛合するピニオンＰ２及びリングギヤＲ２に噛合するピニオンＰ３を前記シンプルプラネタリギヤ７のピニオンＰｌと共に支持する共通キャリヤＣＲからなる。
【００２５】
そして、エンジンクランクシャフト１３からトルクコンバータ４を介して連動している入力軸３は、第１の（フォワード）クラッチＣｌを介してシンプルプラネタリギヤ７のリングギヤＲｌに連結し得ると共に、第２の（ダイレクト）クラッチＣ２を介してシンプルプラネタリギヤ７のサンギヤＳｌに連結し得る。また、ダブルピニオンプラネタリギヤ９のサンギヤＳ２は、第１のブレーキＢｌにて直接係止し得ると共に、第１のワンウェイクラッチＦｌを介して第２のブレーキＢ２にて係止し得る。更に、ダブルピニオンプラネタリギヤ９のリングギヤＲ２は、第３のブレーキＢ３及び第２のワンウェイクラッチＦ２にて係止し得る。そして、共通キャリヤＣＲが、主変速機構２の出力部材となるカウンタドライブギヤ１８に連結している。
【００２６】
一方、副変速機構５は、第２軸を構成するカウンタ軸６の軸線方向リヤ側に向って、出力ギヤ１６、第１のシンプルプラネタリギヤ１０及び第２のシンプルプラネタリギヤ１１が横に配置されており、またカウンタ軸６はベアリングを介して一体ケースに回転自在に支持されている。前記第１及び第２のシンプルプラネタリギヤ１０，１１は、シンプソンタイプからなる。
【００２７】
また、第１のシンプルプラネタリギヤ１０は、そのリングギヤＲ３が前記カウンタドライブギヤ１８に噛合するカウンタドリブンギヤ１７に連結しており、そのサンギヤＳ３がカウンタ軸６に回転自在に支持されているスリーブ軸１２に固定されている。そして、ピニオンＰ３はカウンタ軸６に一体に連結されたフランジからなるキャリヤＣＲ３に支持されており、また該ピニオンＰ３の他端を支持するキャリヤＣＲ３はＵＤダイレクトクラッチＣ３のインナハブに連結している。また、第２のシンプルプラネタリギヤ１１は、そのサンギヤＳ４が前記スリーブ軸１２に形成されて前記第１のシンプルプラネタリギヤのサンギヤＳ３に連結されており、そのリングギヤＲ４は、カウンタ軸６に連結されている。
【００２８】
そして、ＵＤダイレクトクラッチＣ３は、前記第１のシンプルプラネクリギヤのキャリヤＣＲ３と前記連結されたサンギヤＳ３，Ｓ４との間に介在しており、かつ該連結されたサンギヤＳ３，Ｓ４は、バンドブレーキからなる第４のプレーキＢ４にて係止し得る。更に、第２のシンプルプラネタリギヤのピニオンＰ４を支持するキャリヤＣＲ４は、第５のブレーキＢ５にて係止し得る。
【００２９】
ついで、図２及び図３に沿って、本５速自動変速機の機構部分の作用について説明する。
【００３０】
Ｄ（ドライブ）レンジにおける１速（１ＳＴ）状態では、フォワードクラッチＣｌが接続し、かつ第５のブレーキＢ５及び第２のワンウェイクラッチＦ２が係止して、ダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ２及び第２のシンプルプラネタリギヤ１１のキャリヤＣＲ４が停止状態に保持される。この状態では、入力軸３の回転は、フォワードクラッチＣｌを介してシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲｌに伝達され、かつダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ２は停止状態にあるので、両サンギヤＳｌ、Ｓ２を逆方向に空転させながら共通キャリヤＣＲが正方向に大幅減速回転される。即ち、主変速機構２は、１速状態にあり、該減速回転がカウンタギヤ１８，１７を介して副変速機構５における第１のシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲ３に伝達される。該副変速機構５は、第５のブレーキＢ５により第２のシンプルプラネタリギヤのキャリヤＣＲ４が停止され、１速状態にあり、前記主変速機構２の減速回転は、該副変速機構５により更に減速されて、出力ギヤ１６から出力する。
【００３１】
２速（２ＮＤ）状態では、フォワードクラッチＣｌに加えて、第２のブレーキＢ２（及び第１のブレーキＢｌ）が作動し、更に、第２のワンウェイクラッチＦ２から第１のワンウェイクラッチＦｌに作動が切換わり、かつ第５のブレーキＢ５が係止状態に維持されている。この状態では、サンギヤＳ２が第２のブレーキＢ２及び第１のワンウェイクラッチＦｌにより停止され、従って入力軸３からフォワードクラッチＣｌを介して伝達されたシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲｌの回転は、ダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ２を正方向に空転させながらキャリヤＣＲを正方向に減速回転する。更に、該減速回転は、カウンタギヤ１８，１７を介して副変速機構５に伝達される。即ち、主変速機構２は２速状態となり、副変速機構５は、第５のブレーキＢ５の係合により１速状態にあり、この２速状態と１速状態が組合されて、自動変速機１全体で２速が得られる。なおこの際、第１のブレーキＢｌも作動状態となるが、コーストダウンにより２速になる場合、該第１のブレーキＢｌは解放される。
【００３２】
３速（３ＲＤ）状態では、フォワードクラッチＣｌ、第２のブレーキＢ２及び第１のワンウェイクラッチＦｌ並びに第１のブレーキＢｌはそのまま係合状態に保持され、第５のブレーキＢ５の係止が解放されると共に第４のブレーキＢ４が係合する。即ち、主変速機構２はそのままの状態が保持されて、上述した２速時の回転がカウンタギヤ１８，１７を介して副変速機構５に伝えられ、そして副変速機構５では、第１のシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲ３からの回転がそのサンギヤＳ３及びサンギヤＳ４の固定により２速回転としてキャリヤＣＲ３から出力し、従って主変速機構２の２速と副変速機構５の２速で、自動変速機１全体で３速が得られる。
【００３３】
４速（４ＴＨ）状態では、主変速機構２は、フォワードクラッチＣｌ、第２のブレーキＢ２及び第１のワンウェイクラッチＦｌ並びに第１のブレーキＢｌが係合した上述２速及び３速状態と同じであり、副変速機構５は、第４のブレーキＢ４を解放すると共にＵＤダイレクトクラッチＣ３が係合する。この状態では、第１のシンプルプラネタリギヤのキャリヤＣＲ３とサンギヤＳ３，Ｓ４が連結して、プラネクリギヤ１０，１１が一体回転する直結回転となる。従って、主変速機構２の２速と副変速機構５の直結（３速）が組合されて、自動変速機全体で、４速回転が出力ギヤ１６から出力する。
【００３４】
５速（５ＴＨ）状態では、フォワードクラッチＣｌ及びダイレクトクラッチＣ２が係合して、入力軸３の回転がシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲｌ及びサンギヤＳｌに共に伝達されて、主変速機構２は、ギヤユニットが一体回転する直結回転となる。この際、第１のブレーキＢｌが解放されかつ第２のブレーキＢ２は係合状態に保持されるが第１のワンウェイクラッチＦｌが空転することにより、サンギヤＳ２は空転する。また、副変速機構５は、ＵＤダイレクトクラッチＣ３が係合した直結回転となっており、従って主変速機構２の３速（直結）と副変速機構５の３速（直結）が組合されて、自動変速機全体で、５速回転が出力ギヤ１６から出力する。
【００３５】
更に、本自動変速機は、加速等のダウンシフト時に作動する中間変速段、即ち３速ロー及び４速ローがある。
【００３６】
３速ロー状態は、フォワードクラッチＣｌ及びダイレクトクラッチＣ２が接続し（第２ブレーキＢ２が係合状態にあるがワンウェイクラッチＦｌによりオーバランする）、主変速機構２はプラネタリギヤユニット１５を直結した３速状態にある。一方、第５のブレーキＢ５が係止して副変速機構５は１速状態にあり、従って主変速機構２の３速状態と副変速機構５の１速状態が組合されて、自動変速機１全体で、前述した２速と３速との問のギヤ比となる変速段が得られる。
【００３７】
４速ロー状態は、フォワードクラッチＣｌ及びダイレクトクラッチＣ２が接続して、主変速機構２は、上記３速ロー状態と同様に３速（直結）状態にある。一方、副変速機構５は、第４のブレーキＢ４が係合して、第１のシンプルプラネタリギヤ１０のサンギヤＳ３及び第２のシンプルプラネタリギヤ１１のサンギヤＳ４が固定され、２速状態にある。従って、主変速機構２の３速状態と副変速機構５の２速状態が組合されて、自動変速機１全体で、前述した３速と４速との間のギヤ比となる変速段が得られる。
【００３８】
なお、図２において点線の丸印は、コースト時エンジンブレーキの作動状態（４、３又は２レンジ）を示す。即ち、１速時、第３のブレーキＢ３が作動して第２のワンウェイクラッチＦ２のオーバランによるリングギヤＲ２の回転を阻止する。また、２速時、３速時及び４速時、第１のブレーキＢ１が作動して第１のワンウェイクラッチＦｌのオーバランによるサンギヤＳｌの回転を阻止する。また、４角印は、３→２コーストダウンに際して第１のブレーキＢ１の解放制御することを示し、具体的には、変速開始に際して、まず、第１のブレーキＢ１を解放し、この状態で、第４のブレーキＢ４の解放及び第５のブレーキＢ５の係合によるつかみ換えによる変速（クラッチツークラッチ変速）を行って、第１のワンウェイクラッチＦ１を係合することにより２速を達成し、その後第１のブレーキＢ１を係合する。なおこの際、第１のブレーキＢ１は、第１のワンウェイクラッチＦ１の係合後に係合するので、特に油圧制御されることなく、シフトバルブの切換えにより油圧が供給される。
【００３９】
また、Ｒ（リバース）レンジにあっては、ダイレクトクラッチＣ２及び第３のブレーキＢ３が係合すると共に、第５のブレーキＢ５が係合する。この状態では、入力軸３の回転はダイレクトクラッチＣ２を介してサンギヤＳｌに伝達され、かつ第３のブレーキＢ３によりダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ２が停止状態にあるので、シンプルプラネタリギヤのリングギヤＲｌを逆転方向に空転させながらキャリヤＣＲも逆転し、該逆転が、カウンタギヤ１８，１７を介して副変速機構５に伝達される。副変速機構５は、第５のブレーキＢ５に基づき第２のシンプルプラネクリギヤのキャリヤＣＲ４が逆回転方向にも停止され、１速状態に保持される。従って、主変速機構２の逆転と副変速機構５の１速回転が組合されて、出力軸１６から逆転減速回転が出力する。
【００４０】
図１は、電気制御系を示すブロック図であり、２１は、マイクロコンピュータ（マイコン）からなる制御部（ＥＣＵ）で、エンジン回転センサ２２、ドライバのアクセルペダル踏み量を検出するスロットル開度センサ２３、トランスミッション（自動変速機構）の入力軸回転数（＝タービン回転数）を検出するセンサ２５、及び車速（＝自動変速機出力軸回転数）センサ２６等からの各信号が入力しており、また油圧制御手段２７である油圧回路のリニアソレノイドバルブＳＬＳ及びＳＬＵ、及び点火時期変更装置、電子スロットルシステム等のエンジン制御手段２８に出力している。前記制御部２１は、アップシフト又はダウンシフトのいずれか一方の変速中に他方の変速が指令されたことを判断する多重変速判断手段２１ａと、該多重変速の判断に基づき、前記油圧制御手段２７に、前記一方の変速を実行するための油圧指令から前記他方の変速を実行するための油圧指令に切換えて出力する油圧指令手段２１ｂと、該油圧指令に基づく油圧制御手段による油圧制御により、前記一方の変速から他方の変速に変速状況が変化したことを検出して、前記他方の変速が実際に開始したことを判断する変速開始判断手段２１ｃと、該変速開始判断に基づき、前記エンジン制御手段によるトルクダウン出力の変更を指令するエンジントルク変更手段２１ｄと、を備えている。
【００４１】
図４は、油圧回路の概略を示す図であり、前記２個のリニアソレノイドバルブＳＬＳ及びＳＬＵを有すると共に、自動変速機構のプラネタリギヤユニットの伝達経路を切換えて、例えば前進５速、後進１速の変速段を達成する複数の摩擦係合要素（クラッチ及びブレーキ）を断接作動する複数の油圧サーボ２９、３０を有している。また、前記リニアソレノイドバルブＳＬＳ及びＳＬＵの入力ポートａｌ，ａ２にはソレノイドモジュレータ圧が供給されており、これらリニアソレノイドバルブの出力ポートｂｌ・ｂ２からの制御油圧がそれぞれプレッシャコントロールバルブ３１，３２の制御油室３１ａ，３２ａに供給されている。プレッシャコントロールバルブ３１，３２は、ライン圧がそれぞれ入力ポート３１ｂ，３２ｂに供給されており、前記制御油圧にて調圧された出力ポート３１ｃ，３２ｃからの調圧油圧が、それぞれシフトバルブ３３，３５を介して適宜各油圧サーボ２９，３０に供給される。
【００４２】
なお、本油圧回路は、一方の摩擦係合要素を解放すると共に他方の摩擦係合要素を係合する、いわゆるクラッチツークラッチによる変速に係る基本概念を示すものであり、各油圧サーボ２９，３０及びシフトバルブ３３，３５は、象徴的に示すものであって、実際には、自動変速機構に対応して油圧サーボは多数備えられているが、具体的には、３→２変速に際して第４のブレーキＢ４用油圧サーボ及び第５のブレーキＢ５用油圧サーボ、４→３変速に際しての第３のクラッチＣ３用油圧サーボ及び第４のブレーキＢ４用油圧サーボであり、また、これら油圧サーボヘの油圧を切換えるシフトバルブも多数備えている。
【００４３】
既に述べたように、自動変速機１が２速から３速へアップシフトする際には、制御部２１の油圧指令手段２１ｂからの指令に基づき、係合側となる第４のブレーキＢ４が係合されるとともに、解放側となる第５のブレーキＢ５は解放される、いわゆるつかみ換えによる変速動作が行なわれる。この時の制御部２１が実行する係合側ブレーキＢ４と解放側ブレーキＢ５用油圧のリニアソレノイドバルブＳＬＳ、ＳＬＵへの指令に係る制御フローは、図５に示す２−３変速制御に示す通りであり、係合側（Ｂ４）は、ステップＳ１からステップＳ８に示すように、ステップＳ１の制御開始からステップＳ２のサーボ起動制御、ステップＳ３のトルク相制御、ステップＳ４のイナーシャ相（フィードバック）制御を経て、ステップＳ６の終期制御からステップＳ７の完了制御を経、ステップＳ８で制御終了となり、第４のブレーキＢ４は係合される。一方、解放側（Ｂ５）は、ステップＳ９の制御開始から、通常の待機制御（Ｓ１０）、初期制御（Ｓ１１）、解放制御（Ｓ１２）を経て制御終了（Ｓ１３）となり、第５のブレーキＢ５は解放される。そして、該アップシフト制御に際しては、係合側油圧が主体となり、解放側油圧は係合側油圧に依存して制御される。
【００４４】
一方、３速から２速へのダウンシフトする際は、制御部２１の油圧指令手段２１ｂから、解放側となる第４のブレーキＢ４用油圧及び係合側となる第５のブレーキ用油圧に係るリニアソレノイドバルブＳＬＳ、ＳＬＵへ指令が発せられる。該３→２変速制御は、図５に示す３−２変速制御に示す通りであり、解放側（Ｂ４）は、制御開始（Ｓ１５）から、順次、待機制御（Ｓ１６）、初期変速制御（Ｓ１７）、イナーシャ相制御（Ｓ１８）、フィードバック制御（Ｓ１９）、完了制御（Ｓ２０）が行われて、制御終了（Ｓ２１）となる。また、係合側（Ｂ５）は、制御開始（Ｓ２２）から、順次、サーボ起動制御（Ｓ２３）、係合制御（Ｓ２４）、終期制御（Ｓ２５）、完了制御（Ｓ２６）が行われて、制御終了（Ｓ２７）となる。なお、該ダウンシフト変速は、一般に、解放側油圧Ｂ４が主体となり、係合側油圧が、該解放側油圧に依存して制御される。
【００４５】
上記２→３変速制御について、図６のタイムチャートに沿って説明するに、ドライバのアクセル操作に基づくスロットル開度センサ２３及び車速センサ２６からの信号により、制御部２１内の変速マップに基づき、２→３アップシフト判断がなされ、そして所定シフトバルブ等の前処理のための所定時経過後、アップシフト変速制御が開始される。該制御開始に伴い、２速において解放している係合側となる第４のブレーキＢ４の油圧指令値（油圧指令手段２１ｂからリニアソレノイドＳＬＳ又はＳＬＵ等の油圧制御手段２７に発する電気信号）は、係合側油圧サーボのピストンが移動して摩擦係合要素のガタが詰められる所定圧Ｐ_S1となり、該所定圧を所定時間維持した後、所定勾配でスイープダウンし、上記ガタ詰め状態（摩擦係合要素のトルク容量を有する直前の状態）を維持する所定圧Ｐ_S2に所定時間保持される。これが、前記ステップＳ２のサーボ起動制御となる。
【００４６】
同時に、２速において係合している解放側となる第５のブレーキＢ５用の油圧指令値（油圧指令手段２１ｂからリニアソレノイドＳＬＳ、ＳＬＵ等の油圧制御手段２８に発する電気信号）は、入力トルクに基づく第５のブレーキが係合状態を保持する所定待機圧Ｐ_W に保持される。これがステップＳ１０の待機制御であり、前記サーボ起動制御に同期する。
【００４７】
ついで、係合側油圧Ｂ４は、所定勾配でスイープアップし、該スイープアップは、入力軸回転数の回転変化が開始する直前の係合目標油圧Ｐ_TAになるまで継続する。この状態は、２速状態の回転のままで第４のブレーキＢ４のトルク容量が増加して、解放側ブレーキＢ５との間にトルク分担だけが変化するトルク相制御となる（ステップＳ３参照）。一方、解放側油圧Ｂ５は、解放側トルクに基づきスイープダウンし、該スイープダウンは、上記係合側油圧Ｂ４に依存する。この状態が、初期制御（ステップＳ１１参照）であり、係合側のトルク相制御に対応している。
【００４８】
そして、上記係合側油圧Ｂ４の増加に基づく係合側摩擦係合要素のトルク容量が増大すると、入力軸回転数Ｎ_T の回転変化ωが開始され、該入力軸回転数は３速ギヤ比に向って変化する。この状態がイナーシャ相制御（ステップＳ４参照）であり、解放側油圧Ｂ５は、略々解放された解放制御（ステップＳ１２参照）にあり、上記イナーシャ相制御と解放制御とが対応している。該イナーシャ相制御にあっては、係合油圧Ｐ５は、入力回転数Ｎ_T の変化が目標値になるようにフィードバック制御される。
【００４９】
なお、入力軸回転数Ｎ_T は、一般に、エンジンの増速又は減速により全体に上向き勾配又は下向き勾配となるが、図６には、エンジン回転数を一定回転と想定した状態の入力軸回転数Ｎ_T を示してある。
【００５０】
一方、図７及び図６に沿って、トルクダウン制御について説明する。上述したアップシフトにあって、入力軸回転数Ｎ_T の変化が開始され、係合側制御がイナーシャ相に入ったことを検出すると、エンジンのトルクダウン開始を判断する（Ｓ３１）し、更に入力トルク等に応じた所定トルクダウン量ＴＣＵが算出される（Ｓ３２）。そして、上記トルクダウン量ＴＣＵによるトルクダウンが、制御部２１から、電子スロットルシステム等のエンジン制御手段２８に出力される（Ｓ３３）。該エンジン制御手段の一例としての電子スロットルシステムは、ドライバによるスロットル開度センサ２３からの信号に対応することなく、上記制御部２１からの信号を優先してスロットル開度を制御する。該エンジン制御手段２８に基づくトルクダウン出力は、後述するダウンシフト制御（Ｓ３４）がなく（ＮＯ）、かつアップシフトトルクダウン終了判断（Ｓ３５）がない場合（ＮＯ）、これら判断のＹＥＳが出るまで継続する。これにより、エンジントルクを低下して係合側となる第４のブレーキＢ４の締結力を減少して、上記係合側及び解放側摩擦係合要素のつかみ換えによる変速時の変速ショックを軽減する。
【００５１】
なお、該トルクダウン開始判断及びトルクダウン量は、トルク相制御を、係合側油圧Ｂ４がイナーシャ相直前の油圧に算出される目標油圧に向う第１のスイープ及び該第２のスイープより緩やかな勾配からなる第２のスイープにより構成し、上記第２のスイープ開始と同時にトルクダウン開始を判断し、かつ該第２のスイープ勾配からなる係合油圧の油圧変化量に応じて算出されたスイープ勾配にてトルクダウンするようにしてもよい（特開平１０−１８４４１０号参照）。
【００５２】
そして、図５に示すフローチャート及び図６に示すタイムチャートにおいて、前記２→３アップシフトの変速中に、例えばドライバがアクセルペダルを踏込んだキックダウンにより２速の変速指令、即ち３→２ダウンシフトが指令される場合がある（多重変速）。即ち、２−３変速制御におけるイナーシャ相制御及び解放制御中にあって、ステップＳ１４（図５）によるダウンシフト（３→２変速）判断がなされる（ＹＥＳ）。すると、２−３アップシフトのそれ以降の制御（ステップＳ６，Ｓ７等）は中止されて、直ちに３−２変速制御に移行される。この際、前記２→３変速制御における係合側である第４のブレーキＢ４は解放側に、また解放側である第５のブレーキＢ５は係合側になり、かつ該３−２変速制御にあっても、サーボ起動制御（Ｓ２３）及び待機制御（Ｓ１６）は飛ばされて、新たな解放側油圧Ｂ４にあっては初期変速制御（Ｓ１７）、新たな係合側油圧Ｂ５にあっては係合制御（Ｓ２４）から開始される。
【００５３】
主体となる解放側油圧Ｂ４の初期変速制御（Ｓ１６）は、まず入力トルクにより算出される待機係合圧Ｐ_W ′から解放側トルクに基づき目標油圧Ｐ_TBが算出され、該目標トルクに向ってスイープダウンする。上記目標油圧Ｐ_TBは、入力軸の回転変化が生じない限界値に対応する油圧であり、ついで入力軸回転数Ｎ_T の回転変化が逆方向になったことを入力軸回転センサ２５にて検出すると（Ｓ２９）、イナーシャ相制御（Ｓ１８）に入り、解放側油圧Ｂ４は更に所定勾配でスイープダウンを継続する。
【００５４】
そして、上述したように、入力軸回転数Ｎ_T の回転変化（勾配）の方向が、３速に向うアップシフト方向から２速に向うダウンシフト方向に変更されたことを検出すると、エンジンのトルクダウン制御も、図７に示すダウンシフト判断（Ｓ３４）がなされる。なお、該ダウンシフト判断は、ステップＳ２９（図５）に示すイナーシャ相開始判断と同時期でもよく、また検出判断（１回か２回か）の相違により僅かに異なっていてもよい。
【００５５】
また、上記ダウンシフト制御は、入力軸回転数変化ωの勾配の正負が切換わった時点で判断しても、また３速ギヤ比による出力軸回転数（３速ギヤ比の相当入力軸回転数）Ｎｉと上記実質の入力軸回転数Ｎ_Tとの差回転ΔＮ１，ΔＮ２…ΔＮｎ…を算出すると共に、ΔＮと該ΔＮの直前の差回転ΔＮ_n _‐ ₁とを比較して、その差の変化方向が逆転した時点で判断してもよい。
【００５６】
そして、ダウンシフト判断（Ｓ３４）がＹＥＳと判断され、かつ上述したようにダウンシフトが開始されている場合（ステップＳ３６のＹＥＳ）、トルクダウン復帰制御（Ｓ３７）が行われ、エンジントルクＴ_E は、所定勾配δＴＣＵで上昇・復帰し、上記アップシフト時に補正されたトルクダウン量ＴＣＵが０になるまで上記復帰制御は続けられる（Ｓ３８）。該トルクダウン量が０になった時点で、エンジントルクＴ_E は、ドライバのアクセル操作による本来のトルクになり、制御終了となる（Ｓ３９）。
【００５７】
ついで、入力軸回転数変化が安定して検出できるような状態になると、解放側油圧Ｂ４は、フィードバック制御（Ｓ１９）に入り、入力軸回転数Ｎ_T の変化量（加速度）ωを目標値として油圧が制御される。一方、係合側油圧Ｂ５は、ダウンシフト変速制御開始後の係合制御にあっては、摩擦係合要素（第５のブレーキＢ５）がトルク容量を有するか有さないかの限界値になる所定低圧Ｐ_S2に保持される。ついで、終期制御（Ｓ２５）となり、所定勾配にてスイープアップし、該係合側油圧Ｂ５の上昇に対応して、上記解放側油圧（Ｂ４）は、フィードバック制御される。そして、解放側のフィードバック制御及び係合側の終期制御が終了すると、完了制御（Ｓ２０，Ｓ２７）となり、係合側油圧Ｂ５が所定勾配で上昇すると共に、解放側油圧Ｂ４が所定勾配で低下し、２−３−２多重変速制御が終了する（Ｓ２１，Ｓ２７）。
【００５８】
なお、上記２→３変速中の３→２ダウンシフトの説明は、キックダウンによるダウンシフト、即ちスロットル開度が大きく、要求トルクも大きい場合について述べてあり、新たに解放側となる第４のブレーキＢ４用油圧を主体として制御しているが、マニュアルダウン、即ちドライバがＤレンジにおいてマニュアル位置の２速に操作した場合は、スロットル開度も小さく、要求トルクも小さいので、新たに係合側となる第５のブレーキＢ５用油圧を主体として制御される。該係合側主体のダウンシフト油圧制御にあっても、上述した図７に示すトルクダウン制御は同様に行われる。
【００５９】
また、エンジントルクＴ_E のトルクダウン制御は、図６に示すように、ダウンシフト時においても、係合側油圧Ｂ５の終期制御に合せて所定量のトルクダウンＴＣＤが行なわれる。これは、終期制御において、係合側摩擦係合要素（Ｂ５）を比較的低い油圧で係合するために入力トルクをダウン制御するものである。
【００６０】
ついで、図８，図９，図１０に沿って、ダウンシフト（例えば３→２変速）中にアップシフト（例えば２−３変速）指令が出された場合の多重変速について説明する。なお、図８に示す３−２変速制御及び２−３変速のフローチャートは、アップシフト（ダウンシフト）開始判断部分を除いて図５に示すものと同じであるので、同一制御部分は同一符号を付して説明を省略する。
【００６１】
３−２変速は、第４のブレーキＢ４が解放側となり、第５のブレーキＢ５が係合側となって、制御部２１からのリニアスロットルＳＬＳ，ＳＬＵ等の油圧制御手段２７への図９に示す制御信号に基づき、各ブレーキの油圧サーボ２９，３０への油圧が制御される。
【００６２】
制御部２１のマップによりダウンシフト（３−２）変速判断がなされると、主体となる解放側油圧Ｂ４は、入力トルクに基づき算出された待機係合圧Ｐ_W となり（待機圧制御；Ｓ１６）、ついで解放側トルクに基づき目標油圧Ｐ_TAが算出されて、該目標油圧に向ってスイープダウンする（初期制御；Ｓ１７）。一方、係合側油圧Ｂ５は、油圧サーボのピストンをストロークして摩擦材のガタを詰めるための所定圧Ｐ_S1とした後、該トルク容量直前の状態に保持する所定油圧Ｐ_S2に保持する（サーボ起動制御；Ｓ２３）。
【００６３】
更に、前記解放側トルクに基づき算出された目標油圧Ｐ_TAは入力軸の回転変化が生じない限界値に対応する油圧であり、ついで入力軸回転数Ｎ_T の回転変化が検出されると、更に所定勾配によりスイープダウンし、これがイナーシャ相制御（Ｓ１８）となる。ついで、該解放側油圧Ｂ４は、入力軸回転数変化（加速度）ωが目標値となるようにフィードバック制御される（フィードバック制御；Ｓ１９）。一方、係合側油圧は、前記所定圧Ｐ_S2に保持されている（係合制御；Ｓ２４）。
【００６４】
なお、入力軸回転数Ｎ_T は、エンジン回転数が一定であるとして、ギヤ比による変化のみを表わしたものである。また、上記図９のタイムチャートは、キックダウン等のパワーオン状態のダウンシフトを示してあるが、コーストダウン等のパワーオフダウンシフトでも同様に適用し得る。
【００６５】
そして、上記３−２ダウンシフト中、例えばフィードバック制御中にあって、マニュアル操作又はアクセル操作によりアップシフト（２−３変速）が判断されると（図８のステップＳ４０でのＹＥＳ）、残りの３−２変速制御（終期制御Ｓ２５及び完了制御２０，２６）は直ちに中止され、２−３変速制御に移行する。この際、２−３変速制御においても、係合側油圧制御はサーボ起動制御（Ｓ２）が省略されて、トルク相制御（Ｓ３）から開始され、また解放側油圧制御は待機制御（Ｓ１０）が省略されて、初期制御（Ｓ１１）から開始される。
【００６６】
アップシフトにあっては、一般に係合側油圧が主体となり、新たに係合側となる第４のブレーキＢ４用油圧は、係合側トルクから算出された係合目標油圧Ｐ_TBに向けてスイープアップし、更に入力軸回転変化開始時における目標回転変化率に基づき算出される所定勾配δＰ_TBによりスイープアップする。係合側油圧Ｂ４は、上記２段のスイープアップがトルク相制御（Ｓ３）となり、一方、新たに解放側となる第５のブレーキＢ５用油圧は、上記所定圧Ｐ_S2から所定勾配でスイープダウンし、これが初期制御となり、制御が完了する。
【００６７】
そして、上記係合側油圧Ｂ４の上昇に基づき、入力軸回転数Ｎ_T の変化（加速度）ωがダウンシフト方向からアップシフト方向に変更すると、アップシフト開始判断がなされ（Ｓ４１）、係合側油圧Ｂ４はイナーシャ相制御（Ｓ４）となって、比較的緩い勾配でスイープアップし、更にスイープアップを続けて、終期制御（Ｓ６）、更に完了制御（Ｓ７）となる。
【００６８】
一方、図１０に示すエンジンのトルクダウン制御は、まず、ダウンシフトのトルクダウン開始判断がされ（Ｓ４２）、ＹＥＳの場合トルクダウン量ＴＣＤが算出され（Ｓ４３）、そして該トルクダウンが出力される（Ｓ４４）。これは、図６のエンジントルクＴ_E に示すように、ダウンシフトの係合側終期制御（Ｓ２５）に合せてエンジントルクＴ_E が所定量ＴＣＤダウンする制御である。なお、図９においては、３−２ダウンシフトにおいて、係合側油圧Ｂ５が上昇する終期制御（Ｓ２５）が始まる前に変速指令が出されて２−３アップシフトに切換えられているため、上記トルクダウン（ＴＣＤ）は出力されない（従って図示されていない）。即ち、ステップＳ４２においてＮＯであり、そしてアップシフト判断がなされ（図８及び図１０のステップＳ４０がＹＥＳ）、かつアップシフト開始判断がなされているので（図８及び図１０のステップＳ４１がＹＥＳ）、ステップＳ４５に流れる。
【００６９】
一方、上記ダウンシフトにおけるトルクダウンＴＣＤ出力は（Ｓ４４及び図６参照）、アップシフト判断がなされていない場合、トルクダウン終了判断されるまで続けられる（Ｓ４６）。そして終了を判断すると、所定勾配δＴＣＤにてエンジントルクは復帰；上昇し（Ｓ４７）、該復帰制御は、上記トルクダウン量ＴＣＤが０となるまで、エンジントルクＴ_E がドライバのアクセル操作に基づく本来のトルクになるまで続けられ（Ｓ４８）、終了する（Ｓ４９）。
【００７０】
そして、図９に示すように、アップシフト開始される場合（ステップＳ４１がＹＥＳ）、即ち入力軸回転数変化の方向が変更した場合、アップシフトのトルクダウン量ＴＣＵが算出され（Ｓ４５）、該トルクダウンが出力する（Ｓ５０）。なお、上記ダウンシフトによるトルクダウンＴＣＤ出力時に、アップシフト判断がなされ（Ｓ４０；ＹＥＳ）、かつアップシフト開始判断がなされた場合（Ｓ４１；ＹＥＳ）、上記ダウンシフトのトルクダウンは、トルクダウン量が変更されて（ＴＣＤ→ＴＣＵ）、継続される。
【００７１】
更に、上記アップシフトのトルクダウンＴＣＵ出力は、トルク制御終了判断、即ち係合側油圧のイナーシャ相制御（Ｓ４）が終了に略々対応するまで続けられる（Ｓ５１）。そして、該終了判断後、所定勾配δＴＣＵによりトルクは復帰；上昇し（Ｓ５２）、該トルク上昇は、上記トルクダウン量ＴＣＤが０になるまで、即ちエンジントルクＴ_E がドライバ操作による本来のトルクになるまで続けられて（Ｓ５３）、本トルクダウン制御は終了する。なお、上記アップシフト時のトルクダウン制御の開始となるアップシフト開始判断は、図６に示したものと同様に、入力軸回転数の変化（加速度）ωが正負に変更されることを検出しても、また変速前ギヤ比又は変速後ギヤ比と入力軸との差回転ΔＮの正負が変更することを検出してもよい。
【００７２】
なお、上述実施の形態は、２−３−２及び３−２−３の多重変速について説明したが、これに限らず、アップシフト及びダウンシフトの切換えによる他の多重変速にも同様に適用できることは勿論である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る電子制御部を示すブロック図。
【図２】本発明を適用し得る自動変速機の機構部分を示すスケルトン図。
【図３】その各摩擦係合要素の作動を示す図。
【図４】摩擦係合要素の掴み換え（クラッチツークラッチ）に基づく変速に係る油圧回路の概略を示す図。
【図５】２−３−２多重変速を示すフローチャート。
【図６】本発明による２−３−２多重変速を示すタイムチャート。
【図７】２−３−２多重変速におけるトルクダウン制御を示すフローチャート。
【図８】３−２−３多重変速を示すフローチャート。
【図９】本発明による３−２−３多重変速を示すタイムチャート。
【図１０】３−２−３多重変速におけるトルクダウン制御を示すフローチャート。
【図１１】トルクダウンによる入力軸回転数変化を示す図。
【符号の説明】
１自動変速機
３入力軸
６出力軸
１３エンジン出力軸
Ｃ１〜Ｃ３，Ｂ１〜Ｂ５摩擦係合要素
２１（電子）制御部
２１ａ多重変速制御手段
２１ｂ油圧指令手段
２１ｃ変速開始判断手段
２１ｄエンジントルク変更手段
２７油圧制御手段
２８エンジン制御手段
２９，３０油圧サーボ
ＳＬＳ，ＳＬＵ油圧制御手段（リニアソレノイドバルブ）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a shift control device for an automatic transmission mounted on an automobile, and more particularly to a shift control that controls engine torque together with a hydraulic control for changing a shift stage, and more particularly to another shift stage during a shift. The present invention relates to a shift control apparatus applied to a multiple shift operation in which
[0002]
[Prior art]
Japanese Patent Publication No. 4-31891 discloses a shift control device that changes engine torque during a shift and relates to a shift control when a command to another shift stage is input during the shift. Has been issued. In this case, when the second shift command is issued before the end of the first shift, the engine torque control is immediately stopped for both the first and second shifts.
[0003]
For example, as shown in FIG. 11, during an upshift (for example, 1 → 2 shift), the input shaft rotation speed N is applied in the torque phase as the shift progresses by changing the friction engagement element._T When the engine speed rises at the low gear ratio and enters the inertia phase, the input shaft rotational speed decreases toward the high gear ratio (see the dashed line)._E Detects a change in the rotation speed of the input shaft and determines that the inertia phase has been reached, a predetermined amount (T_C ) Controlled to go down. When a downshift (for example, 2 → 1 shift) command is issued during the upshift, the engine torque control is stopped immediately, and the engine torque is reduced to the original torque T_E To return to.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
In the above-described shift control device, when the second shift (downshift) command is input, the hydraulic pressure that is on the engagement side in the first shift (upshift) operation is immediately reduced. Thus, hydraulic control is performed so as to generate a rotation change (an increase in the input shaft rotation speed) due to the second shift (downshift). On the other hand, as described above, an engine torque control stop command is also issued immediately by the second shift (downshift) command, so the input rotational speed tends to increase. In a situation where the engine torque suddenly changes, it is necessary to perform hydraulic control accompanying the second shift (downshift), but the control characteristics of the hydraulic feedback control using the input shaft rotation change as a target value are poor. As shown by the dotted line in FIG._T As a result, there is a tendency that the rise of the temperature is rapid and overshoots.
[0005]
Therefore, the present invention provides a shift control device for an automatic transmission that solves the above-described problems by changing engine torque control in a state where the second shift (the other shift) is actually started. It is for the purpose.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
  The present invention according to claim 1 (see FIGS. 1 to 7) includes an input shaft (3) to which power from an engine output shaft (13) is input, an output shaft (6) coupled to wheels, and these A plurality of frictional engagement elements (C1 to C3, B1 to B5) for changing the power transmission path between the input shaft and the output shaft, and hydraulic servos (29, 30) for operating the frictional engagement elements. And hydraulic control means (27, SLS, SLU) for controlling the hydraulic pressure of these hydraulic servos, engine control means (28) for controlling engine output torque, and sensors (22 to 26) based on vehicle running conditions And a control unit (21) for inputting the signal and outputting to the hydraulic control means and the engine control means,
  The control unit (21) includes multiple shift determination means (21a) for determining that a downshift (for example, 3 → 2) shift is commanded during an upshift (for example, 2 → 3) shift,
  Based on the determination of the multiple shift, a hydraulic command means (21b) that outputs to the hydraulic control means (27) a switch from a hydraulic command for executing the upshift to a hydraulic command for executing the downshift. )When,
  By hydraulic control by hydraulic control means based on the hydraulic command,Number of rotations of the input shaft (N _T ) Based on detecting that the direction of change (ω) has changed,Shift start determining means (21c) for detecting that the shift state has changed from the upshift to the downshift and determining that the downshift has actually started;
  Engine torque changing means (21d) for instructing change of torque down output by the engine control means based on the shift start determination,
  When the engine control means (28) increases the torque capacity of the friction engagement element by increasing the hydraulic pressure to the hydraulic servo for the friction engagement element (B4) on the engagement side during upshifting, Engine torque (T_E) Is reduced by a predetermined amount (TCU),
  The engine torque changing means (21c) commands to stop a predetermined amount reduction (TCU) of the engine torque based on the shift start determination.
  It exists in the shift control apparatus of an automatic transmission.
  The present invention according to claim 2 (see FIGS. 1 to 4 and FIGS. 8 to 10) includes an input shaft (3) to which power from an engine output shaft (13) is input, and an output shaft connected to wheels. (6), a plurality of frictional engagement elements (C1 to C3, B1 to B5) for changing the power transmission path between the input shaft and the output shaft, and hydraulic pressure for operating the frictional engagement elements. Servo (29, 30), hydraulic control means (27, SLS, SLU) for controlling the hydraulic pressure of these hydraulic servos, engine control means (28) for controlling the output torque of the engine, and sensors based on vehicle running conditions A control unit (21) for inputting a signal from (22 to 26) and outputting the signal to the hydraulic control means and the engine control means, and a shift control device for an automatic transmission comprising:
  The control unit (21) includes multiple shift determination means (21a) for determining that an upshift (for example, 2 → 3) shift is commanded during a downshift (for example, 3 → 2) shift,
  Based on the determination of the multiple shift, the hydraulic control means (27) outputs to the hydraulic control means (27) a switch from a hydraulic command for executing the downshift to a hydraulic command for executing the upshift. )When,
  By hydraulic control by hydraulic control means based on the hydraulic command,Number of rotations of the input shaft (N _T ) Based on detecting that the direction of change (ω) has changed,Shift start determining means (21c) for detecting that the shift state has changed from the downshift to the upshift, and determining that the upshift has actually started;
  Engine torque changing means (21d) for instructing change of torque down output by the engine control means based on the shift start determination,
  When the engine control means (28) increases the torque capacity of the friction engagement element by increasing the hydraulic pressure to the hydraulic servo for the friction engagement element (B4) on the engagement side during upshifting, Engine torque (T_E) Is reduced by a predetermined amount (TCU),
  The engine torque changing means (21d) commands the start of a predetermined amount decrease (TCD) in the engine torque based on the shift start determination.
  It exists in the shift control apparatus of an automatic transmission.
[0011]
  Claim3According to the present invention (refer to FIGS. 6, 7, 9, and 10), the engine control means originally has a predetermined gradient (δTCU) after the predetermined amount decrease (TCU) of the engine torque is stopped or terminated. Gradually increased up to the engine torque of
  The shift control device for an automatic transmission according to claim 1 or 2.
[0012]
[Action]
Based on the above configuration, the hydraulic pressure of the hydraulic servo for one friction engagement element (for example, B5 or B4) is increased, and the hydraulic pressure of the hydraulic servo for the other friction engagement element (for example, B4 or B5) is decreased and increased. Either shift or downshift is performed. For example, in an upshift, when the torque capacity of the one frictional engagement element increases and a change in the rotational speed of the input shaft occurs (inertia phase), the engine control means (28) has a predetermined torque amount ( TCU) Controls to go down.
[0013]
When the other shift is commanded during the one shift, the hydraulic pressure command means (21b) immediately sets the one friction engagement element hydraulic pressure so as to stop the first shift and become the other shift. While decreasing, the hydraulic pressure for the other friction engagement element is increased. Based on the hydraulic command for the other shift, for example, the input shaft rotation speed (N_T ) To determine the start of the shift by detecting that the actual shift state has changed since the shift state such as a change in rotation has changed from one shift to the other shift.
[0014]
Based on the shift start determination, for example, when the upshift is changed to the downshift, the torque down (TCU) control at the time of the upshift is stopped and the vehicle returns to a predetermined gradient (δTCU), and the downshift is changed to the upshift. In this case, the torque down output is changed so that the torque down (TCU) control at the time of upshifting is started. As a result, for example, as shown by the solid line in FIG. 11, the engine torque-down control is restored after the actual shift is started by the hydraulic control._T Rises smoothly and without overshoot.
[0015]
In addition, although the code | symbol in the said parenthesis is a drawing contrast code | symbol, this has no influence on the structure of a claim.
[0016]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, the torque down control at the time of switching from the upshift to the downshift is stopped in the state where the actual shift is started, so that a rapid change in the shift progress (input shaft speed) is achieved. Can be prevented and smooth shifting can be performed.
Claim2According to the present invention, torque down control at the time of switching from downshift to upshift is performed in a state where the actual shift is started. Fast shifting can be performed.
AndClaim1 or 2According to the present invention, it is applied to a case where the engine torque decreases by a predetermined amount at the time of upshift.BecauseThe shift operation in a smooth half-clutch state by lowering the engagement side frictional engagement element hydraulic pressure can be maintained even during the upshift and downshift switching.
[0017]
  Furthermore,Claim1 or 2According to the present invention, since the shift start is determined based on the change in the rotational speed of the input shaft from one shift direction to the other shift direction, the actual shift start can be easily and reliably determined. .
[0021]
  Claim3According to the present invention, since the torque is gradually restored after the torque down control is stopped or ended, the occurrence of a sudden torque fluctuation can be further reliably suppressed and a smooth shift can be performed.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0023]
As shown in FIG. 2, the 5-speed automatic transmission 1 includes a torque converter 4, a 3-speed main transmission mechanism 2, a 3-speed sub-transmission mechanism 5, and a differential 8, and these parts are joined to each other and integrated. It is stored in a case that is configured as follows. The torque converter 4 is provided with a lock-up clutch 4a, and the input shaft 3 of the main transmission mechanism 2 from the engine crankshaft 13 through an oil flow in the torque converter or through a mechanical connection by the lock-up clutch. To enter. In the integrated case, the first shaft 3 (specifically, the input shaft) arranged in alignment with the crankshaft, and the second shaft 6 (counter rod) and the third shaft (in parallel with the first shaft 3) The left and right axles 14a and 14b are rotatably supported, and a valve body is disposed outside the case.
[0024]
The main transmission mechanism 2 has a planetary gear unit 15 composed of a simple planetary gear 7 and a double pinion planetary gear 9. The simple planetary gear 7 comprises a sun gear Sl, a ring gear Rl, and a carrier CR that supports a pinion Pl meshing with these gears. The double pinion planetary gear 9 supports the sun gear S2, the ring gear R2, and the pinion P2 meshing with the sun gear S2 and the pinion P3 meshing with the ring gear R2, together with the pinion Pl of the simple planetary gear 7, with the number of teeth different from that of the sun gear S1. Common carrier CR.
[0025]
The input shaft 3 linked from the engine crankshaft 13 via the torque converter 4 can be connected to the ring gear Rl of the simple planetary gear 7 via the first (forward) clutch Cl, and the second (direct) ) It can be connected to the sun gear S1 of the simple planetary gear 7 via the clutch C2. The sun gear S2 of the double pinion planetary gear 9 can be directly locked by the first brake Bl, and can be locked by the second brake B2 via the first one-way clutch Fl. Further, the ring gear R2 of the double pinion planetary gear 9 can be locked by the third brake B3 and the second one-way clutch F2. The common carrier CR is connected to a counter drive gear 18 that is an output member of the main transmission mechanism 2.
[0026]
On the other hand, in the auxiliary transmission mechanism 5, the output gear 16, the first simple planetary gear 10, and the second simple planetary gear 11 are disposed laterally toward the rear side in the axial direction of the counter shaft 6 constituting the second shaft. In addition, the counter shaft 6 is rotatably supported by the integrated case via a bearing. The first and second simple planetary gears 10 and 11 are of the Simpson type.
[0027]
The first simple planetary gear 10 is connected to a counter driven gear 17 whose ring gear R3 meshes with the counter drive gear 18, and the sun gear S3 is connected to a sleeve shaft 12 rotatably supported by the counter shaft 6. It is fixed. The pinion P3 is supported by a carrier CR3 including a flange integrally connected to the counter shaft 6, and the carrier CR3 supporting the other end of the pinion P3 is connected to an inner hub of the UD direct clutch C3. The second simple planetary gear 11 has a sun gear S4 formed on the sleeve shaft 12 and connected to the sun gear S3 of the first simple planetary gear. The ring gear R4 is connected to the counter shaft 6. .
[0028]
The UD direct clutch C3 is interposed between the carrier CR3 of the first simple planetary gear and the connected sun gears S3 and S4, and the connected sun gears S3 and S4 are used as band brakes. It can be locked by a fourth brake B4 comprising Furthermore, the carrier CR4 that supports the pinion P4 of the second simple planetary gear can be locked by the fifth brake B5.
[0029]
Next, the operation of the mechanical part of the 5-speed automatic transmission will be described with reference to FIGS.
[0030]
In the first speed (1ST) state in the D (drive) range, the forward clutch Cl is engaged, and the fifth brake B5 and the second one-way clutch F2 are engaged, so that the ring gear R2 of the double pinion planetary gear and the second gear The carrier CR4 of the simple planetary gear 11 is held in a stopped state. In this state, the rotation of the input shaft 3 is transmitted to the ring gear Rl of the simple planetary gear via the forward clutch Cl, and the ring gear R2 of the double pinion planetary gear is in the stopped state, so that both the sun gears Sl and S2 are idled in the reverse direction. The common carrier CR is greatly decelerated and rotated in the forward direction. That is, the main transmission mechanism 2 is in the first speed state, and the reduced rotation is transmitted to the ring gear R3 of the first simple planetary gear in the auxiliary transmission mechanism 5 via the counter gears 18 and 17. The auxiliary transmission mechanism 5 is in the first speed state with the carrier CR4 of the second simple planetary gear stopped by the fifth brake B5, and the decelerated rotation of the main transmission mechanism 2 is further decelerated by the auxiliary transmission mechanism 5. And output from the output gear 16.
[0031]
In the second speed (2ND) state, in addition to the forward clutch Cl, the second brake B2 (and the first brake Bl) is operated, and further, the second one-way clutch F2 is operated to the first one-way clutch Fl. The fifth brake B5 is maintained in the locked state. In this state, the sun gear S2 is stopped by the second brake B2 and the first one-way clutch Fl, so that the rotation of the ring gear Rl of the simple planetary gear transmitted from the input shaft 3 via the forward clutch Cl is the rotation of the double pinion planetary gear. The carrier CR is decelerated and rotated in the forward direction while the ring gear R2 is idled in the forward direction. Further, the reduced speed rotation is transmitted to the auxiliary transmission mechanism 5 via the counter gears 18 and 17. That is, the main transmission mechanism 2 is in the second speed state, and the sub transmission mechanism 5 is in the first speed state by the engagement of the fifth brake B5, and the automatic transmission 1 is combined with the second speed state and the first speed state. Overall, 2nd speed is obtained. At this time, the first brake Bl is also in an operating state, but when the second speed is achieved due to the coast down, the first brake Bl is released.
[0032]
In the third speed (3RD) state, the forward clutch Cl, the second brake B2, the first one-way clutch Fl, and the first brake Bl are held in the engaged state as they are, and the lock of the fifth brake B5 is released. And the fourth brake B4 is engaged. That is, the main transmission mechanism 2 is maintained as it is, and the rotation at the second speed described above is transmitted to the auxiliary transmission mechanism 5 via the counter gears 18 and 17, and in the auxiliary transmission mechanism 5, the first simple The rotation of the planetary gear from the ring gear R3 is output from the carrier CR3 as the second speed rotation by fixing the sun gear S3 and the sun gear S4, and therefore the automatic transmission 1 as a whole by the second speed of the main transmission mechanism 2 and the second speed of the auxiliary transmission mechanism 5. Will give you 3rd speed.
[0033]
In the 4th speed (4TH) state, the main transmission mechanism 2 is the same as the 2nd and 3rd speed states in which the forward clutch Cl, the second brake B2, the first one-way clutch Fl, and the first brake Bl are engaged. Yes, the subtransmission mechanism 5 releases the fourth brake B4 and the UD direct clutch C3 is engaged. In this state, the carrier CR3 of the first simple planetary gear and the sun gears S3 and S4 are connected to each other so that the planetary gears 10 and 11 are directly connected to rotate integrally. Accordingly, the second speed of the main transmission mechanism 2 and the direct connection (third speed) of the sub-transmission mechanism 5 are combined to output the fourth speed rotation from the output gear 16 in the entire automatic transmission.
[0034]
In the fifth speed (5TH) state, the forward clutch Cl and the direct clutch C2 are engaged, and the rotation of the input shaft 3 is transmitted to both the ring gear Rl and the sun gear S1 of the simple planetary gear. It is a direct rotation that rotates integrally. At this time, the first brake B1 is released and the second brake B2 is held in the engaged state, but the sun gear S2 idles due to the idling of the first one-way clutch Fl. Further, the auxiliary transmission mechanism 5 has a direct rotation with the UD direct clutch C3 engaged. Therefore, the third speed (direct connection) of the main transmission mechanism 2 and the third speed (direct connection) of the auxiliary transmission mechanism 5 are combined, 5th speed rotation is output from the output gear 16 in the entire automatic transmission.
[0035]
In addition, the automatic transmission has intermediate shift stages that operate during downshifts such as acceleration, that is, a third speed low and a fourth speed low.
[0036]
The third speed low state is a third speed state in which the forward clutch Cl and the direct clutch C2 are connected (the second brake B2 is engaged but overrun by the one-way clutch Fl), and the main transmission mechanism 2 is directly connected to the planetary gear unit 15. It is in. On the other hand, the fifth brake B5 is locked and the subtransmission mechanism 5 is in the first speed state. Therefore, the third speed state of the main transmission mechanism 2 and the first speed state of the subtransmission mechanism 5 are combined to form the automatic transmission 1. As a whole, a gear stage having the above-described gear ratio between the second speed and the third speed can be obtained.
[0037]
In the fourth speed low state, the forward clutch Cl and the direct clutch C2 are connected, and the main transmission mechanism 2 is in the third speed (directly connected) state as in the third speed low state. On the other hand, the sub-transmission mechanism 5 is in the second speed state in which the fourth brake B4 is engaged and the sun gear S3 of the first simple planetary gear 10 and the sun gear S4 of the second simple planetary gear 11 are fixed. Therefore, the third speed state of the main transmission mechanism 2 and the second speed state of the subtransmission mechanism 5 are combined to obtain a gear stage having the gear ratio between the third speed and the fourth speed described above in the automatic transmission 1 as a whole. It is done.
[0038]
In FIG. 2, the dotted circle indicates the operating state (4, 3 or 2 range) of the coast engine brake. That is, at the first speed, the third brake B3 is operated to prevent the ring gear R2 from rotating due to the overrun of the second one-way clutch F2. At the time of the second speed, the third speed and the fourth speed, the first brake B1 is operated to prevent the rotation of the sun gear Sl due to the overrun of the first one-way clutch Fl. In addition, the four-square marks indicate that the release control of the first brake B1 is performed at the time of 3 → 2 coast down. Specifically, at the start of shifting, the first brake B1 is first released, and in this state, The second speed is achieved by engaging the first one-way clutch F1 by performing a shift (clutch-to-clutch shift) by releasing the fourth brake B4 and engaging the fifth brake B5. Engage the first brake B1. At this time, since the first brake B1 is engaged after the first one-way clutch F1 is engaged, the hydraulic pressure is supplied by switching the shift valve without being particularly controlled by the hydraulic pressure.
[0039]
In the R (reverse) range, the direct clutch C2 and the third brake B3 are engaged, and the fifth brake B5 is engaged. In this state, the rotation of the input shaft 3 is transmitted to the sun gear S1 via the direct clutch C2, and the ring gear R2 of the double pinion planetary gear is stopped by the third brake B3, so that the ring gear Rl of the simple planetary gear is rotated in the reverse direction. The carrier CR is also reversely rotated while being idly rotated, and the reverse rotation is transmitted to the auxiliary transmission mechanism 5 via the counter gears 18 and 17. In the auxiliary transmission mechanism 5, the carrier CR4 of the second simple planetary gear is also stopped in the reverse rotation direction based on the fifth brake B5, and is maintained in the first speed state. Therefore, the reverse rotation of the main transmission mechanism 2 and the first speed rotation of the auxiliary transmission mechanism 5 are combined, and the reverse rotation speed reduction rotation is output from the output shaft 16.
[0040]
FIG. 1 is a block diagram showing an electric control system. Reference numeral 21 denotes a control unit (ECU) composed of a microcomputer, which is an engine rotation sensor 22 and a throttle opening sensor 23 for detecting a driver's accelerator pedal depression amount. Each signal is input from a sensor 25 for detecting the input shaft speed (= turbine speed) of the transmission (automatic transmission mechanism), a vehicle speed (= automatic transmission output shaft speed) sensor 26, etc. The oil pressure is output to the linear solenoid valves SLS and SLU of the hydraulic circuit which is the hydraulic control means 27, and the engine control means 28 such as an ignition timing changing device and an electronic throttle system. The control unit 21 includes a multiple shift determining unit 21a that determines that the other shift is commanded during one of the upshift and the downshift, and the hydraulic control unit 27 based on the determination of the multiple shift. The hydraulic command means 21b for switching and outputting the hydraulic pressure command for executing the one shift to the hydraulic pressure command for executing the other shift, and the hydraulic control by the hydraulic control means based on the hydraulic command, Shift start determining means 21c for detecting that the shift state has changed from one shift to the other shift and determining that the other shift has actually started, and based on the shift start determination, the engine control means Engine torque changing means 21d for instructing to change the torque-down output by.
[0041]
FIG. 4 is a diagram showing an outline of a hydraulic circuit, which has the two linear solenoid valves SLS and SLU and switches the transmission path of the planetary gear unit of the automatic transmission mechanism, for example, forward 5 speed and reverse 1 speed. A plurality of hydraulic servos 29 and 30 for connecting / disconnecting a plurality of friction engagement elements (clutch and brake) for achieving the shift stage are provided. Further, solenoid modulator pressure is supplied to the input ports al and a2 of the linear solenoid valves SLS and SLU, and the control hydraulic pressures from the output ports bl and b2 of the linear solenoid valves are respectively controlled by the pressure control valves 31 and 32. The oil chambers 31a and 32a are supplied. The pressure control valves 31 and 32 are supplied with line pressures to the input ports 31b and 32b, respectively, and the regulated hydraulic pressures from the output ports 31c and 32c regulated by the control hydraulic pressure are the shift valves 33 and 35, respectively. To the hydraulic servos 29 and 30 as appropriate.
[0042]
This hydraulic circuit shows a basic concept related to a shift by so-called clutch-to-clutch, in which one friction engagement element is released and the other friction engagement element is engaged. The shift valves 33 and 35 are symbolically shown. In actuality, a large number of hydraulic servos are provided corresponding to the automatic transmission mechanism. The hydraulic servo for the brake B4, the hydraulic servo for the fifth brake B5, the hydraulic servo for the third clutch C3 and the hydraulic servo for the fourth brake B4 at the time of 4 → 3 shift, and the hydraulic pressure to these hydraulic servos Many shift valves are provided.
[0043]
As described above, when the automatic transmission 1 upshifts from the second speed to the third speed, the fourth brake B4 on the engagement side is engaged based on the command from the hydraulic command means 21b of the control unit 21. At the same time, the fifth brake B5 on the disengagement side is disengaged, and a shift operation by so-called gripping is performed. The control flow relating to the commands to the linear solenoid valves SLS and SLU of the hydraulic pressure for the engagement side brake B4 and the release side brake B5 executed by the control unit 21 at this time is as shown in 2-3 shift control shown in FIG. Yes, as shown in steps S1 to S8, the engagement side (B4) performs the servo activation control in step S2, the torque phase control in step S3, and the inertia phase (feedback) control in step S4 from the control start in step S1. Then, from the final control in step S6 to the completion control in step S7, the control ends in step S8, and the fourth brake B4 is engaged. On the other hand, the disengagement side (B5), from the start of control in step S9, through normal standby control (S10), initial control (S11), and disengagement control (S12), ends control (S13), and the fifth brake B5 To be released. In the upshift control, the engagement side hydraulic pressure is mainly used, and the release side hydraulic pressure is controlled depending on the engagement side hydraulic pressure.
[0044]
On the other hand, when downshifting from the 3rd speed to the 2nd speed, the hydraulic pressure command means 21b of the control unit 21 relates to the fourth brake B4 hydraulic pressure on the release side and the fifth brake hydraulic pressure on the engagement side. A command is issued to the linear solenoid valves SLS and SLU. The 3 → 2 shift control is as shown in the 3-2 shift control shown in FIG. 5, and the release side (B4) starts from the control start (S15) in order, the standby control (S16), and the initial shift control (S17). ), Inertia phase control (S18), feedback control (S19), and completion control (S20) are performed, and the control is terminated (S21). In addition, from the control start (S22), the servo control (S23), the engagement control (S24), the final control (S25), and the completion control (S26) are sequentially performed on the engagement side (B5). End (S27). In general, the downshift is mainly performed by the release side hydraulic pressure B4, and the engagement side hydraulic pressure is controlled depending on the release side hydraulic pressure.
[0045]
The 2 → 3 shift control will be described with reference to the time chart of FIG. 6. Based on the shift map in the control unit 21 based on signals from the throttle opening sensor 23 and the vehicle speed sensor 26 based on the accelerator operation of the driver, A 2 → 3 upshift determination is made, and after a predetermined time for preprocessing of a predetermined shift valve or the like has elapsed, upshift transmission control is started. With the start of the control, the hydraulic pressure command value of the fourth brake B4 on the engagement side that is released in the second speed (electric signal issued from the hydraulic pressure command means 21b to the hydraulic pressure control means 27 such as the linear solenoid SLS or SLU) is The predetermined pressure P at which the piston of the engagement side hydraulic servo moves and the backlash of the friction engagement element is filled_S1After maintaining the predetermined pressure for a predetermined time, the predetermined pressure P is swept down at a predetermined gradient to maintain the above-mentioned loosely packed state (the state immediately before having the torque capacity of the friction engagement element)._S2For a predetermined time. This is the servo activation control in step S2.
[0046]
At the same time, the hydraulic pressure command value for the fifth brake B5 on the disengagement side engaged in the second speed (the electric signal issued from the hydraulic pressure command means 21b to the hydraulic control means 28 such as the linear solenoid SLS, SLU) is the input torque. Predetermined standby pressure P at which the fifth brake based on_W Retained. This is the standby control in step S10, which is synchronized with the servo activation control.
[0047]
Next, the engagement side hydraulic pressure B4 is swept up at a predetermined gradient, and the sweepup is performed by the engagement target hydraulic pressure P immediately before the rotation change of the input shaft rotational speed starts._TAContinue until This state is torque phase control in which the torque capacity of the fourth brake B4 increases while maintaining the rotation in the second speed state, and only the torque sharing with the disengagement side brake B5 changes (see step S3). On the other hand, the release side oil pressure B5 sweeps down based on the release side torque, and the sweepdown depends on the engagement side oil pressure B4. This state is the initial control (see step S11) and corresponds to the torque phase control on the engagement side.
[0048]
When the torque capacity of the engagement-side friction engagement element based on the increase in the engagement-side oil pressure B4 increases, the input shaft rotational speed N_T , And the input shaft rotational speed changes toward the third gear ratio. This state is inertia phase control (see step S4), and the release-side hydraulic pressure B5 is in release control (see step S12) that is substantially released, and the inertia phase control and release control correspond to each other. In the inertia phase control, the engagement hydraulic pressure P5 is the input rotational speed N._T The feedback control is performed so that the change in value becomes the target value.
[0049]
Input shaft speed N_T Generally has an upward gradient or a downward gradient due to the acceleration or deceleration of the engine. FIG. 6 shows the input shaft rotational speed N in a state where the engine rotational speed is assumed to be constant._T Is shown.
[0050]
On the other hand, the torque down control will be described with reference to FIGS. In the above-described upshift, the input shaft speed N_T When it is detected that the engagement side control has entered the inertia phase, it is determined whether or not the engine torque has been reduced (S31), and a predetermined torque reduction amount TCU corresponding to the input torque is calculated. (S32). Then, torque reduction by the torque reduction amount TCU is output from the control unit 21 to the engine control means 28 such as an electronic throttle system (S33). The electronic throttle system as an example of the engine control means controls the throttle opening by giving priority to the signal from the control unit 21 without corresponding to the signal from the throttle opening sensor 23 by the driver. The torque down output based on the engine control means 28 is determined until there is no downshift control (S34) to be described later (NO) and there is no upshift torque down end judgment (S35) (NO) until these judgments are YES. continue. As a result, the engine torque is reduced to reduce the engagement force of the fourth brake B4 on the engagement side, and the shift shock at the time of shifting due to the change of the engagement side and release side frictional engagement elements is reduced. .
[0051]
The torque-down start determination and the torque-down amount are set so that the torque phase control is more gradual than the first sweep and the second sweep in which the engagement side hydraulic pressure B4 is directed to the target hydraulic pressure calculated as the hydraulic pressure immediately before the inertia phase. A second sweep having a gradient; a sweep gradient that is determined in accordance with an amount of change in hydraulic pressure of the engagement hydraulic pressure that is determined by the second sweep gradient and at the same time the torque sweep start is determined simultaneously with the start of the second sweep; The torque may be reduced at (see JP-A-10-184410).
[0052]
Then, in the flowchart shown in FIG. 5 and the time chart shown in FIG. 6, during the shift of the 2 → 3 upshift, for example, when the driver depresses the accelerator pedal, the second speed shift command, that is, 3 → 2 down Shift may be commanded (multiple shift). That is, during the inertia phase control and release control in the 2-3 shift control, a downshift (3 → 2 shift) determination is made in step S14 (FIG. 5) (YES). Then, the control after the 2-3 upshift (steps S6, S7, etc.) is stopped, and the process immediately shifts to the 3-2 shift control. At this time, the fourth brake B4 that is the engagement side in the 2 → 3 shift control is on the disengagement side, and the fifth brake B5 that is the disengagement side is on the engagement side, and the 3-2 shift control is performed. Even if there is, the servo start control (S23) and the standby control (S16) are skipped, the initial disengagement hydraulic pressure B4 is the initial shift control (S17), and the new engagement side hydraulic pressure B5 is engaged. It starts from the joint control (S24).
[0053]
The initial shift control (S16) of the release side hydraulic pressure B4 that is the main subject is the standby engagement pressure P calculated from the input torque._W ′ To target hydraulic pressure P based on release side torque_TBIs calculated and sweeps down toward the target torque. Above target hydraulic pressure P_TBIs a hydraulic pressure corresponding to a limit value at which the rotational change of the input shaft does not occur, and then the input shaft rotational speed N_T Is detected by the input shaft rotation sensor 25 (S29), the inertia phase control (S18) is entered, and the release side hydraulic pressure B4 continues to sweep down at a predetermined gradient.
[0054]
As described above, the input shaft rotational speed N_T When the direction of the rotational change (gradient) of the engine is changed from the upshift direction toward the third speed to the downshift direction toward the second speed, the engine torque down control also performs the downshift determination (S34) shown in FIG. ) Is made. The downshift determination may be performed at the same time as the inertia phase start determination shown in step S29 (FIG. 5), or may be slightly different depending on the difference in detection determination (once or twice).
[0055]
In addition, the downshift control may be performed at the time when the slope of the input shaft rotational speed change ω is switched, or the output shaft rotational speed based on the third gear ratio.(3rd gear ratio equivalent input shaft speed)Ni and the actual input shaft speed N_T... Are calculated, and the difference rotation ΔN immediately before ΔN and ΔN is calculated._n _- ₁May be determined when the direction of change of the difference is reversed.
[0056]
When the downshift determination (S34) is determined as YES and the downshift is started as described above (YES in step S36), the torque down return control (S37) is performed and the engine torque T_E Rises and returns at a predetermined gradient δTCU, and the return control is continued until the torque down amount TCU corrected at the time of the upshift becomes 0 (S38). When the torque reduction amount becomes zero, the engine torque T_E Becomes the original torque by the driver's accelerator operation, and the control is terminated (S39).
[0057]
Next, when a change in the input shaft speed can be detected stably, the release side hydraulic pressure B4 enters the feedback control (S19), and the input shaft speed N_T The hydraulic pressure is controlled using the amount of change (acceleration) ω as a target value. On the other hand, in the engagement control after the start of the downshift transmission control, the engagement side hydraulic pressure B5 becomes a limit value as to whether or not the friction engagement element (fifth brake B5) has a torque capacity. Predetermined low pressure P_S2Retained. Next, final control (S25) is performed, sweeping up at a predetermined gradient, and the release side hydraulic pressure (B4) is feedback controlled in response to the increase of the engagement side hydraulic pressure B5. When the release-side feedback control and the engagement-side end control are completed, the completion control (S20, S27) is performed, and the engagement-side oil pressure B5 increases with a predetermined gradient, and the release-side oil pressure B4 decreases with a predetermined gradient. The 2-3-2 multiple shift control ends (S21, S27).
[0058]
The description of the 3 → 2 downshift during the 2 → 3 shift described above is for a downshift due to kickdown, that is, when the throttle opening is large and the required torque is large. Although the hydraulic pressure for the brake B4 is mainly controlled, when the manual down, that is, when the driver operates to the second speed of the manual position in the D range, the throttle opening is small and the required torque is small. The fifth hydraulic pressure for the brake B5 is controlled mainly. Even in the downshift hydraulic control of the engagement side main body, the torque down control shown in FIG.
[0059]
Also, engine torque T_E As shown in FIG. 6, in the torque down control, a predetermined amount of torque down TCD is performed in accordance with the final control of the engagement side hydraulic pressure B5 even during the downshift. In the final control, the input torque is controlled down to engage the engagement side frictional engagement element (B5) with a relatively low hydraulic pressure.
[0060]
Next, a multiple shift when an upshift (for example, 2-3 shift) command is issued during a downshift (for example, 3 → 2 shift) will be described with reference to FIGS. The flowchart of 3-2 shift control and 2-3 shift shown in FIG. 8 is the same as that shown in FIG. 5 except for the upshift (downshift) start determination part. A description thereof will be omitted.
[0061]
In the 3-2 shift, the fourth brake B4 is on the disengagement side and the fifth brake B5 is on the engagement side, and the control unit 21 sends the hydraulic control means 27 such as the linear throttles SLS and SLU to FIG. The hydraulic pressure to the hydraulic servos 29 and 30 of each brake is controlled based on the control signal shown.
[0062]
When the downshift (3-2) shift determination is made based on the map of the control unit 21, the main release side hydraulic pressure B4 is the standby engagement pressure P calculated based on the input torque._W (Standby pressure control; S16), and then the target hydraulic pressure P based on the release side torque_TAIs calculated and sweeps down toward the target oil pressure (initial control; S17). On the other hand, the engagement side hydraulic pressure B5 is a predetermined pressure P for stroking the piston of the hydraulic servo and filling the friction material backlash._S1After that, the predetermined hydraulic pressure P that is maintained immediately before the torque capacity_S2(Servo activation control; S23).
[0063]
Further, the target hydraulic pressure P calculated based on the release side torque_TAIs a hydraulic pressure corresponding to a limit value at which the rotational change of the input shaft does not occur, and then the input shaft rotational speed N_T When a change in rotation is detected, it is further swept down by a predetermined gradient, which becomes inertia phase control (S18). Next, the release side hydraulic pressure B4 is feedback-controlled so that the input shaft rotation speed change (acceleration) ω becomes a target value (feedback control; S19). On the other hand, the engagement side hydraulic pressure is the predetermined pressure P_S2(Engagement control; S24).
[0064]
Input shaft speed N_T Represents only the change due to the gear ratio, assuming that the engine speed is constant. Further, although the time chart of FIG. 9 shows a downshift in a power-on state such as kick-down, it can be similarly applied to a power-off downshift such as a coast down.
[0065]
Then, during the above 3-2 downshift, for example, during feedback control, if an upshift (2-3 shift) is determined by manual operation or accelerator operation (YES in step S40 in FIG. 8), the remaining The 3-2 shift control (the final control S25 and the completion controls 20, 26) is immediately stopped and the process shifts to the 2-3 shift control. At this time, also in the 2-3 shift control, the engagement side hydraulic control is omitted from the servo start control (S2) and is started from the torque phase control (S3), and the release side hydraulic control is performed from the standby control (S10). Omitted and the process starts from the initial control (S11).
[0066]
In the upshift, generally, the engagement side hydraulic pressure is mainly used, and the fourth brake B4 hydraulic pressure that is newly on the engagement side is the engagement target hydraulic pressure P calculated from the engagement side torque._TBAnd a predetermined gradient δP calculated based on a target rotation change rate at the start of input shaft rotation change._TBTo sweep up. The engagement side hydraulic pressure B4 is the torque level control (S3) in which the two-stage sweep-up is performed, while the fifth brake B5 hydraulic pressure that is newly released is the predetermined pressure P_S2From this time, sweep down at a predetermined gradient, which is the initial control, and the control is completed.
[0067]
Based on the increase in the engagement side hydraulic pressure B4, the input shaft rotational speed N_T Change (acceleration) ω is changed from the downshift direction to the upshift direction, an upshift start determination is made (S41), and the engagement side hydraulic pressure B4 is the inertia phase control (S4) and sweeps with a relatively gentle gradient. Up, and further sweep-up is continued, and final control (S6) and completion control (S7) are performed.
[0068]
On the other hand, in the engine torque down control shown in FIG. 10, first, a downshift torque down start determination is made (S42). If YES, a torque down amount TCD is calculated (S43), and the torque down is output. (S44). This is because the engine torque T in FIG._E As shown in FIG. 5, the engine torque T is adjusted in accordance with the downshift engagement side final control (S25)._E Is a control for down a predetermined amount TCD. In FIG. 9, in the 3-2 downshift, since the shift command is issued and switched to the 2-3 upshift before the final control (S25) in which the engagement side hydraulic pressure B5 increases, Torque down (TCD) is not output (thus not shown). That is, NO is determined in step S42, and an upshift determination is made (YES in step S40 in FIGS. 8 and 10) and an upshift start determination is made (YES in step S41 in FIGS. 8 and 10). , Flow to step S45.
[0069]
On the other hand, the torque down TCD output in the downshift (see S44 and FIG. 6) is continued until the torque down end judgment is made (S46) when the upshift judgment is not made. When it is determined that the engine torque is finished, the engine torque is restored; rises at a predetermined gradient δTCD (S47). The restoration control is performed until the torque reduction amount TCD becomes zero._E Is continued until the torque reaches the original torque based on the accelerator operation of the driver (S48), and the process ends (S49).
[0070]
As shown in FIG. 9, when the upshift is started (YES in step S41), that is, when the direction of change in the input shaft rotational speed is changed, the torque down amount TCU of the upshift is calculated (S45), Torque down is output (S50). When the upshift determination is made at the time of torque down TCD output by the downshift (S40; YES) and the upshift start determination is made (S41; YES), the torque down amount of the downshift is determined by the torque down amount. Changed (TCD → TCU) and continued.
[0071]
Further, the torque down TCU output of the upshift is continued until the torque control end determination, that is, the inertia phase control (S4) of the engagement side hydraulic pressure substantially corresponds to the end (S51). Then, after the end determination, the torque is restored or increased by a predetermined gradient δTCU (S52), and the torque increase is continued until the torque down amount TCD becomes 0, that is, the engine torque T_E Is continued until the original torque is obtained by the driver operation (S53), and the torque-down control is terminated. Note that the upshift start determination, which is the start of the torque down control at the time of the upshift, is performed by detecting that the change (acceleration) ω of the input shaft rotational speed is changed to positive or negative, as shown in FIG. Alternatively, it may be detected that the sign of the differential rotation ΔN between the pre-shift gear ratio or the post-shift gear ratio and the input shaft changes.
[0072]
In the above-described embodiment, the multiple shifts of 2-3-2 and 3-2-3 have been described. However, the present invention is not limited to this, and can be similarly applied to other multiple shifts by switching between an upshift and a downshift. Of course.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a block diagram showing an electronic control unit according to the present invention.
FIG. 2 is a skeleton diagram showing a mechanism portion of an automatic transmission to which the present invention can be applied.
FIG. 3 is a view showing the operation of each friction engagement element.
FIG. 4 is a diagram showing an outline of a hydraulic circuit related to a shift based on a change of clutch (clutch-to-clutch) of a friction engagement element.
FIG. 5 is a flowchart showing 2-3-2 multiple shift.
FIG. 6 is a time chart showing 2-3-2 multiple shift according to the present invention.
FIG. 7 is a flowchart showing torque down control in 2-3-2 multiple shift.
FIG. 8 is a flowchart showing 3-2-3 multiple shift.
FIG. 9 is a time chart showing 3-2-3 multiple shift according to the present invention.
FIG. 10 is a flowchart showing torque down control in 3-2-3 multiple shift.
FIG. 11 is a diagram showing a change in input shaft rotation speed due to torque down.
[Explanation of symbols]
1 Automatic transmission
3 Input shaft
6 Output shaft
13 Engine output shaft
C1-C3, B1-B5 Friction engagement element
21 (Electronic) control unit
21a Multiple shift control means
21b Hydraulic pressure command means
21c Shift start judging means
21d Engine torque changing means
27 Hydraulic control means
28 Engine control means
29, 30 Hydraulic servo
SLS, SLU Hydraulic control means (Linear solenoid valve)

Claims

エンジン出力軸からの動力が入力される入力軸と、車輪に連結される出力軸と、これら入力軸と出力軸との間で動力伝達経路を変更する複数の摩擦係合要素と、これら摩擦係合要素を断・接作動する油圧サーボと、これら油圧サーボの油圧を制御する油圧制御手段と、エンジンの出力トルクを制御するエンジン制御手段と、車輌走行状況に基づく各センサからの信号を入力して、前記油圧制御手段及びエンジン制御手段に出力する制御部と、を備えてなる自動変速機の変速制御装置において、
前記制御部は、アップシフト変速中にダウンシフト変速が指令されたことを判断する多重変速判断手段と、
該多重変速の判断に基づき、前記油圧制御手段に、前記アップシフト変速を実行するための油圧指令から前記ダウンシフト変速を実行するための油圧指令に切換えて出力する油圧指令手段と、
該油圧指令に基づく油圧制御手段による油圧制御により、前記入力軸の回転数変化の方向が変ったことを検出することに基づき、前記アップシフト変速からダウンシフト変速に変速状況が変化したことを検出して、前記ダウンシフト変速が実際に開始したことを判断する変速開始判断手段と、
該変速開始判断に基づき、前記エンジン制御手段によるトルクダウン出力の変更を指令するエンジントルク変更手段と、を備え、
前記エンジン制御手段は、アップシフト時において、係合側となる前記摩擦係合要素用油圧サーボへの油圧が上昇して該摩擦係合要素のトルク容量が増加する際、エンジントルクが所定量低下するように制御してなり、
前記エンジントルク変更手段は、前記変速開始判断に基づき、前記エンジントルクの所定量低下の中止を指令することを特徴とする、
自動変速機の変速制御装置。An input shaft to which power from the engine output shaft is input, an output shaft connected to the wheels, a plurality of friction engagement elements that change the power transmission path between the input shaft and the output shaft, and the friction engagement Inputs signals from each of the sensors based on the vehicle running status, hydraulic servos that control the hydraulic pressure of these hydraulic servos, hydraulic control means that control the hydraulic pressure of these hydraulic servos, engine control means that controls the output torque of the engine A control unit for outputting to the hydraulic control means and the engine control means, and a shift control device for an automatic transmission comprising:
The control unit includes multiple shift determining means for determining that a downshift is commanded during an upshift.
Based on the determination of the multiple shift, a hydraulic command means that outputs to the hydraulic control means a switch from a hydraulic command for executing the upshift to a hydraulic command for executing the downshift.
Based on the hydraulic control by the hydraulic control means based on the hydraulic command, it is detected that the shift state has changed from the upshift to the downshift based on detecting that the direction of change in the rotational speed of the input shaft has changed. Shift start determining means for determining that the downshift is actually started;
Engine torque changing means for commanding change of torque down output by the engine control means based on the shift start determination,
The engine control means reduces the engine torque by a predetermined amount when the hydraulic pressure to the frictional engagement element hydraulic servo on the engagement side increases and the torque capacity of the frictional engagement element increases during an upshift. Control to
The engine torque changing means commands to stop a predetermined amount decrease in the engine torque based on the shift start determination.
Shift control device for automatic transmission.

エンジン出力軸からの動力が入力される入力軸と、車輪に連結される出力軸と、これら入力軸と出力軸との間で動力伝達経路を変更する複数の摩擦係合要素と、これら摩擦係合要素を断・接作動する油圧サーボと、これら油圧サーボの油圧を制御する油圧制御手段と、エンジンの出力トルクを制御するエンジン制御手段と、車輌走行状況に基づく各センサからの信号を入力して、前記油圧制御手段及びエンジン制御手段に出力する制御部と、を備えてなる自動変速機の変速制御装置において、
前記制御部は、ダウンシフト変速中にアップシフト変速が指令されたことを判断する多重変速判断手段と、
該多重変速の判断に基づき、前記油圧制御手段に、前記ダウンシフト変速を実行するための油圧指令から前記アップシフト変速を実行するための油圧指令に切換えて出力する油圧指令手段と、
該油圧指令に基づく油圧制御手段による油圧制御により、前記入力軸の回転数変化の方向が変ったことを検出することに基づき、前記ダウンシフト変速からアップシフト変速に変速状況が変化したことを検出して、前記アップシフト変速が実際に開始したことを判断する変速開始判断手段と、
該変速開始判断に基づき、前記エンジン制御手段によるトルクダウン出力の変更を指令するエンジントルク変更手段と、を備え、
前記エンジン制御手段は、アップシフト時において、係合側となる前記摩擦係合要素用油圧サーボへの油圧が上昇して該摩擦係合要素のトルク容量が増加する際、エンジントルクが所定量低下するように制御してなり、
前記エンジントルク変更手段は、前記変速開始判断に基づき、前記エンジントルクの所定量低下の開始を指令することを特徴とする、
自動変速機の変速制御装置。An input shaft to which power from the engine output shaft is input, an output shaft connected to the wheels, a plurality of friction engagement elements that change the power transmission path between the input shaft and the output shaft, and the friction engagement Inputs signals from each of the sensors based on the vehicle running status, hydraulic servos that control the hydraulic pressure of these hydraulic servos, hydraulic control means that control the hydraulic pressure of these hydraulic servos, engine control means that controls the output torque of the engine A control unit for outputting to the hydraulic control means and the engine control means, and a shift control device for an automatic transmission comprising:
The control unit includes multiple shift determining means for determining that an upshift is commanded during a downshift.
Based on the determination of the multiple shift, a hydraulic command means that outputs to the hydraulic control means a switch from a hydraulic command for executing the downshift to a hydraulic command for executing the upshift.
Based on the hydraulic control by the hydraulic control means based on the hydraulic command, it is detected that the shift state has changed from the downshift to the upshift based on detecting that the direction of the rotational speed change of the input shaft has changed. Shift start determining means for determining that the upshift has actually started;
Engine torque changing means for commanding change of torque down output by the engine control means based on the shift start determination,
The engine control means reduces the engine torque by a predetermined amount when the hydraulic pressure to the frictional engagement element hydraulic servo on the engagement side increases and the torque capacity of the frictional engagement element increases during an upshift. Control to
The engine torque changing means commands the start of a predetermined amount decrease in the engine torque based on the shift start determination.
Shift control device for automatic transmission.

前記エンジン制御手段は、前記エンジントルクの所定量低下が中止又は終了した後、所定勾配で本来のエンジントルクまで徐々に上昇してなる、
請求項１又は２記載の自動変速機の変速制御装置。The engine control means is configured to gradually increase to the original engine torque with a predetermined gradient after the decrease in the predetermined amount of the engine torque is stopped or terminated.
The shift control apparatus for an automatic transmission according to claim 1 or 2.